Нормального зацепления

На этом плане отрезок (лЬ), изображающий вектор нормального ускорения точки В, будет равен ( '.d) = (nb) = 74 мм.

Дифференцируя выражение (4.5) по времени t, получим величину ускорения ат точки т. Ускорение от в общем случае состоит из четырех составляющих: нормального ускорения, направленного вдоль радиуса-вектора гт к его началу, тангенциального ускорения, направленного перпендикулярно к радиусу-вектору гт, относительного релятивного ускорения, направленного вдоль радиуса-вектора гт, и, наконец, кориолисона ускорения, направленного перпендикулярно к радиусу-вектору гт.

У кривошипа / полное ускорение а„ точки В равно геометрической сумме двух составляющих: нормального ускорения апв, направленного к центру вращения, т. е. от точки В к точке А, и тангенциального ав, направленного перпендикулярно к АВ в сторону, соответствующую направлению углового ускорения EI.

Вектор нормального ускорения а"ц D точки В3, возникающего при вращении кулисы 3 относительно точки D, направлен параллельно BD к центру О:

Определим теперь модуль ап нормального ускорения. Учитывая,

Значит, модуль нормального ускорения пропорционален второй степени модуля скорости в данный момент, обратно пропорционален радиусу кривизны
2. Как известно из примера 1.19, в момент, когда точка занимает на траектории положение А, ее скорость t>= г=4я«12,6 м/с. Следовательно, в этот момент согласно формуле (1.87) значение нормального ускорения

Так как значение нормального ускорения определяется формулами (1.87) или (1.129), значение нормальной силы инерции определяют по формулам

При изучении курса физики установлены основные понятия кинематики точки и твердых тел. При движении точки по траектории скорость и ускорение точки рассматриваются как векторные величины. При этом вектор скорости v направлен по касательной к траектории, и его модуль (числовое значение) равен первой производной от пути по времени: •y = ds/d^. Вектор ускорения^ равен первой производной от вектора скорости по времени: a = dvjdt. Он может быть разложен на две составляющие: вектор касательного ускорения а-., направленный по касательной к траектории и равный по модулю а-, = d-y/d^ и вектор нормального ускорения а„, направленный по главной нормали к траектории в данной точке в сторону вогнутости кривой и имеющий модуль а„ == •гЯ/р, где р — радиус кривизны траектории. Модуль вектора ускорения а = \fа\ + а,2,.

Заметим, что в приведенном способе решения мы обошли вычисление радиуса кривизны траектории в точке л:=0, который обычно бывает необходимо знать для определения нормального ускорения (an = v2/p).

Подчеркнем еще раз, что при равномерном вращательном движении тела величина скорости любой его точки не изменяется, тогда как направление скорости меняется в каждый момент времени, и, следовательно, нормальное ускорение влияет лишь на направление скорости. Вектор нормального ускорения направлен к центру по нормали к траектории.

Формулы (22.51)—(22.56) пригодны как для нормального зацепления, у которого "/' == 1, так и для зацеплений с укороченной высотой зуба, у которых у/ меньше единицы.

Исходный контур полностью определяет профили зубьев всех колес нормального зацепления и обеспечивает возможность их любого сочетания при одинаковом модуле.

Для нормального зацепления колес необходимо выполнить два условия:

Формулы (22.51) — (22.56) пригодны как для нормального зацепления, у которого у/ == 1, так и для зацеплений с укороченной высотой зуба, у которых %' меньше единицы.

Исходный контур для прямозубых конических колес по ГОСТ 13754—81 отличается коэффициентом с — 0,2те. В исходном контуре для круговых зубьев (ГОСТ 16602—81) с = 0,25т,е. Исходный контур основной рейки полностью определяет профили зубьев всех колес нормального зацепления и обеспечивает возможность их любого сочетания при одинаковом модуле.

Основная рейка полностью определяет профили зубьев всех колес нормального зацепления и обеспечивает возможность их любого сочетания при одинаковом модуле.

дуге делительной окружности нормального колеса теоретически равны. Однако при изготовлении колес на теоретический размер st назначают такое расположение допуска, при котором зуб получается тоньше, вследствие чего гарантируется боковой зазор /, необходимый для нормального зацепления. По делительной окружности всегда

червяк /, одни Конец которого выполнен в виде конуса. Червяк расположен в специальном гнезде, отлитом в корпусе 2 тормоза; гнездо в верхней части имеет коническую поверхность. Червяк / входит в зацепление с обычным прямозубым зубчатым колесом 9, заменяющим храповое колесо храпового останова. Для осуществления нормального зацепления колеса с червяком ось червяка должна быть повернута на угол, равный углу подъема винтовой линии червяка (по среднему диаметру), относительно плоскости, проходящей через колесо, перпендикулярно оси вала 11 тормоза. Наклонное положение червяка дает возможность зубчатому колесу 9 иметь некоторое осевое смещение (возникающее в процессе замыкания и размыкания дисков тормоза, а также при изнашивании рабочих поверхностей тормоза) без нарушения точности сцепления зубьев колеса с червяком. Червяк / вращается свободно на закрепленном стержне 6 и имеет возможность небольшого (до 0,2—0,25 мм) осевого перемещения в обе стороны. Величина хода червяка регулируется гайкой 4. При спуске груза нагрузка на червяк со стороны колеса 9 действует в направлении прижатия червяка своим конусом к конической поверхности гнезда в корпусе 2. Создающееся при этом трение конических поверхностей при правильно выбранном угле конуса оказывается достаточным для удержания червяка от вращения, вследствие чего останавливается колесо 9 и прекращается спуск груза.

Во всех случаях длины реальных гибких связей и их участков измеряются вдоль продольных нейтральных осей этих связей. В случае зубчатого (синхронного) исполнения волновых механизмов зубья гибкой связи расположены с шагом tz на своей опорной поверхности, а жесткие опорные поверхности, контактирующие с гибкой связью, содержат зубья того же шага. Для нормального зацепления зубчатой связи с опорной поверхностью число зубьев на волнообразной гибкой связи длиной I (рис. 9.4) должно на целое число отличаться от числа зубьев на проекции I волны на опору. Это накладывает определенные ограничения на значения кинематических параметров зубчатых механизмов па гибких связях, в частности для схем, показанных на рис. 9.4, на величину линейного или углового шага. Для линейных механизмов (рис. 9.4, а, б) в этом случае

Для колес нормального зацепления /о2 = 1 и otw = 20°, тогда

Конструктивные соотношения. Практика изготовления и эксплуатации зубчатых передач выработала ряд соотношений между размерами элементов зубьев. Приведем их для так называемого нормального зацепления, т. е. зацепления чаще всего применяемого, когда особые условия не заставляют отступать от него и применять так называемое исправленное или коррегиро-ванное зацепление (см. п. 59).